大学生方程式赛车转向器毕业设计

大学生方程式赛车转向器毕业设计目录1第一章绪论1§1.1FormulaSAE概述1§1.1.1背景2§1.1.2发展和现状2§1.2中国FSAE发展概况3§1.3任务和目标4第二章转向系设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 分析4§2.1赛车转向系概述4§2.2转向系的基本构成4§2.3转向操纵机构6§2.4转向传动机构6§2.5机械式转向器方案分析6§2.5.1齿轮齿条式转向器8§2.5.2其他形式的转向器9§2.5.3转向器形式的选择9§2.6赛车转向系统传动比分析10§2.7转向梯形机构的分析与选择10§2.7.1转向梯形机构的选择10§2.7.2断开式转向梯形参数的确定12§2.7.3转向系外轮转角的关系的确定14§2.7.4MATLAB外轮转角关系曲线部分程序16第三章转向系主要性能参数16§3.1转向器的效率16§3.1.1转向器的正效率η+17§3.1.2转向器的逆效率η-17§3.2传动比的变化特性17§3.2.1转向系传动比18§3.2.2力传动比与转向系角传动比的关系§3.2.3转向系的角传动比1919§3.2.4转向器角传动比及其变化规律20§3.3转向器传动副的传动间隙Δt20§3.3.1转向器传动间隙特性21§3.3.2如何获得传动间隙特性22§3.4转向系传动比的确定23第四章齿轮齿条式转向器设计与计算23§4.1转向系计算载荷的确定23§4.1.1原地转向阻力矩MR的计算23§4.1.2作用在转向盘上的手力Fh24§4.1.3转向横拉杆直径的确定24§4.1.4初步估算主动齿轮轴的直径25§4.2齿轮齿条式转向器的设计25§4.2.1齿条的设计25§4.2.2齿轮的设计25§4.2.3转向横拉杆及其端部的设计26§4.2.4齿条调整27§4.2.5转向传动比28§4.3齿轮轴和齿条的设计计算28§4.3.1选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力29§4.3.2初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸30§4.3.3确定齿轮传动主要参数和几何尺寸31§4.4齿轮齿条转向器转向横拉杆的需要全套设计请联系QQ1537693694运动分析32§4.5齿轮齿条传动受力分析32§4.6齿轮轴的强度校核32§4.6.1轴的受力分析33§4.6.2判断危险剖面33§4.6.3轴的弯扭合成强度校核33§4.6.4轴的疲劳强度安全系数校核36第五章转向梯形的优化设计36§5.1目标 函 关于工期滞后的函关于工程严重滞后的函关于工程进度滞后的回复函关于征求同志党风廉政意见的函关于征求廉洁自律情况的复函 数的建立37§5.2设计变量与约束条件37§5.2.1保证梯形臂不与车轮上的零部件发生干涉38§5.2.2保证有足够的齿条行程来实现要求的最大转角38§5.2.3保证有足够大的传动角α41第六章基于UG运动仿真的转向梯形设计与优化41§6.1建立UG三维模型42§6.2基于UG工程图模块的转向机动图42§6.3UG模型以及基于UG高级仿真的零部件校核43§6.4UG装配模型检查干涉问题45第七章结论46参考文献47致第一章绪论§1.1FormulaSAE概述§1.1.1背景FormulaSAE赛事由美国汽车工程师协会（theSocietyofAutomotiveEngineers简称SAE）主办。SAE是一个拥有超过60000名会员的世界性的工程协会，致力与海、陆、空各类交通工具的发展进步。FormulaSAE是一项面对美国汽车工程师学会学生会员组队参与的国际赛事，于1980年在美国举办了第一届赛事。比赛的目的是设计、制造一辆小型的高性能赛车。目前美国、欧洲和澳大利亚每年都会定期举办该项赛事。比赛由三个主要部分组成：工程设计、成本以及静态评比；多项单独的性能试验；高性能耐久性测试。FormulaSAE发展的初衷是想创立一个小型的道路赛车比赛，而现在已经发展成为一个拥有大约20个竞赛因素的大型比赛，参与者包括赛车和车队。FormulaSAE向年轻的工程师们提供了一个参与有意义的综合项目的机会。由参与的学生负责管理整个项目，包括时间节点的安排，做预算以及成本控制、设计、采购设备、材料、部件以及制造和测试。FormulaSAE为在传统教室学习中的学生提供了一个现实的工程经历。FormulaSAE队员在这个过程中将会经受考验，面对挑战，培养创造性思维和实践能力。出于此项比赛的宗旨，参赛学生们是被一个假象的制造公司雇佣，让他们制造一辆原型车，用于量产前的各项评估。目标市场就是那些会在周末去参加高速穿障比赛（Autocross）的非专业车手。因此，这些赛车在加速、制动、和操控性方面要有非常好的表现。它们要造价低廉、便于维修并且足够可靠。另外，这些赛车的市场竞争力会因为一些附加因素，比如美观、舒适性和零件的兼容性而得到提升。制造公司日产能力要达到4辆，并且原型车的造价要低于25,000美元。对于设计团队来说，挑战在于要在一定的时间和一定的资金限制下，设计和制造出最能满足这些目的的原型车。每一项设计将会与其他的设计一起参与比较和评估从而决出最佳整车。§1.1.2发展和现状从世界围来看，当今有三个地区有FormulaSAE的学生竞赛，即美国、欧洲、澳洲。70年代中期，几个美国大学开始主办当地的学生设计竞赛赛车。SAEMiniBaja的名称沿袭了著名的墨西哥Baja1000汽车比赛。第一届SAEMiniBaja比赛于1976年举办，并且迅速成为一个地区性的年度比赛。比赛由三个评判标准组成，即一天的静态比赛——设计、成本、述——接着一天是各自的性能竞赛2项目。MiniBaja比赛重点强调了地盘的设计，因为每个队伍都使用一个8匹马力的引擎，这一点无法改变。在过去的20多年里，SAEMiniBaja的成功超乎了每个人的预期。在SAEMiniBaja的成功获得各界认同的同时，SAE联合美国三大汽车公司开始推广一项技术水平更高的工程类学生竞赛，这就是FormulaSAE。FormulaSAE相比SAEMiniBaja有着许多进步和发展，引擎的限制也已经大大放宽，允许参赛车队使用610cc以下的发动机，这极提升了赛车的性能表现。在发达国家，很多高校已经从事FormulaSAE超过20年时间，拥有大量资金和试验基础的情况下，他们的作品已经基本达到了专业水平，最高时速可达到甚至超过200km/h，0到100km/h加速时间一般都在4.5s以。需要全套设计请联系QQ1537693694§1.2中国FSAE发展概况外国该类项目起步较早，经验较丰富，而国才刚刚起步，只有同济大学、大学等极少数的知名院校参加过此类赛事，具有参赛经验。其学已经两次赴美国参赛，已有两代车型。其中第二代比第一代质量轻了许多，悬架采用了阻尼可调的减震器，增加了前后需要全套设计请联系QQ1537693694横向稳定杆，增加了悬架刚度和侧倾刚度；转向梯形转至座舱顶部，改善座舱部空间，并减小最小转弯半径是赛车更加灵活；制动方面使用双制动总泵和平衡杆结构，是赛车前后轴制动力分配比例可调，以适应不同的路面情况；车身造型方面保证空气动力学要求的同时，使赛车更加美观，添加两侧冷却风气道，改善冷却系统。理工车队的车在北美获得“燃油经济性”和“新秀奖”两个单项亚军。他们的赛车进行过发动机进气系统改进设计及流场特性分析、FSAE赛车进气系统改进设计、FSAE赛车悬架安装座三维定位尺寸算法与CAE分析、FSAE赛车悬架仿真分析及操纵稳定性虚拟试验、基于有限元的FSAE赛车车架的强度及刚度计算与分析等分析设计。仔细分析湖大转向系采用齿轮齿条式转向器横置在赛车上，经齿条两端的球头与左右横拉杆连接，当齿条移动时推动或拉动横拉杆，是转向轮偏转，实现转向。他的转向器上还没有设置齿轮齿条游隙调节机构，齿轮齿条磨损后会严重影响转向性能。并且湖大的转向系设计中只进行了运动学分析，而没有涉及到动力学，转向系刚度对系统优化的影响也没有考虑，在赛车车身侧倾转向时还不满足阿克曼转向理论，与国际赛车还存在较大差距。我们此次设计旨在设计出结构更合理，转向性能更好的赛车转向系统，以缩小与外国车队的差距。§1.3任务和目标任务和目标主要分成两个部分：1、设计一个达到一定性能并符合FSAE竞赛相关规定的方程式赛车的专项系统。2、立足国的采购条件以及目前项目可以达到的加工条件，通过购买可以通用的部件、改装符合条件的通用部件以及制造所有其他部件，完成赛车转向系统的制造、装配和调试。在这个过程中必须兼顾成本、性能和可靠性三个方面。第二章转向系设计方案分析§2.1赛车转向系概述赛车转向系统是关系到赛车性能的主要系统，它是用来保持或者改变赛车行驶方向的机构，在赛车行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。我们转向系统设计的主要任务是：学习大学生方程式赛车规则，根据相关车型的国外资料，以及一些相关调查和 报告 软件系统测试报告下载sgs报告如何下载关于路面塌陷情况报告535n,sgs报告怎么下载竣工报告下载 ，对设计任务进行分析研究，形成具体的技术方案，完成转向系各主要方面的设想，为进一步具体设计计算提供依据。如所设计的汽车具有什么样的性能，采用何种形式的转向器，何种形式的转向梯形，怎么布置转向系的各部件，采用什么新结构、新技术，以及为满足各方面的要求需要采取什么措施等，从而保证所设计的汽车不仅在预定的使用条件下具有良好的使用性能、重量轻、寿命长、结构简单、使用方便、经济性好等，综合指标方面上要不断缩小与世界先进水平的差距。§2.2转向系的基本构成图2-1转向系统的组成1、转向器2、转向摇臂3、转向直拉杆4、转向节臂5、转向梯形6、转向横拉杆§2.3转向操纵机构转向操纵机构包括转向盘、转向轴、转向管柱。其总体设计如图2-2所示。图2-2转向操纵机构图2-3转向万向节有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及不见相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装有转向万向节，如上图2-3所示。采用柔性万向节可减少传至传动轴的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。根据交通事故统计资料和对汽车碰撞试验结果的分析表明：汽车正面碰撞时，转向盘、转向管柱是使驾驶员受伤的主要元件。因此，要求汽车在以48km/h的速度、正面同其他物体碰撞的试验中，转向管柱和转向轴在水平方向上的后移量不得大于127mm；在台架试验中，用人体模型的躯干以6.7m/s的速度碰撞转向盘时，作用在转向盘上的水平力不得超过1123N，见GB11557—1998。为此，需在转向系中设计并安装能防止或者减轻驾驶员受伤的机构。图2-4防伤机构图2-5转向传动机构本文所采用的机构如上左图2-4示，当转向传动轴中采用万向节连接时，只要布置合理即可在汽车正面碰撞时防止转向轴等向乘客舱或驾驶室移动，这种结构虽然不能吸收碰撞能量，但其结构简单，只要万向节连接的两轴之间存在夹角正面碰撞后转向传动轴和转向盘就会错位，转向盘没有后移便不会危及驾驶员安全。转向轴上设置有万向节不仅能提高安全性，而且有利于使转向盘和转向器在汽车上得到合理布置，提高操纵方便性并且拆装容易。§2.4转向传动机构转向传动机构包括转向摇臂、转向纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向节并使左、右转向轮按一定关系进行偏转。由于我们赛车采用齿轮齿条式转向器，并且转向齿条横向布置，因此该车转向传动机构非常简单紧凑，不需要转向摇臂和转向拉杆。转向传动机构即为横拉杆及相应接头，其结构如上右图2-5所示。§2.5机械式转向器方案分析§2.5.1齿轮齿条式转向器图2-6自动消除间隙装置齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。与其他形式的转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙以后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除齿间间隙（如图2-6所示），这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止冲击和噪声；转向器体积小；[1]没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。齿轮齿条式转向器的主要缺点是：因逆效率高（60%～70%），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间冲击力的大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会照成打手，同时对驾驶员造成伤害。[1]根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出（图a）；侧面输入，两端输出（图b）；侧面输入，中间输出（图c）；侧面输入，一端输出（图d）。2-7齿轮齿条式转向器的四种形式根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条是转向器在汽车上有四种布置形式：转向器位于前轴后方，后置梯形；转向器位于前轴后方，前置梯形；转向器位于前轴前方，后置梯形；转向器位于前轴前方，前置梯形，如图2-8所示。图2-8齿轮齿条式转向器的四种布置形式§2.5.2其他形式的转向器其他形式的转向器主要还有循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器、蜗杆指销式等形式的转向器。循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成，如图2-9所示。循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75%~85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作可靠平稳。循环球式转向器的缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造进度要求高。图2-9循环球式转向器§2.5.3转向器形式的选择由上述分析综合考虑学校的实际情况，比如考虑到我们的加工精度等因素，我们选择了齿轮齿条是转向器。§2.6赛车转向系统传动比分析由于赛车比赛比较激烈，方向盘转角与商用车相差较大，一般汽车方向盘转角一般大于三圈，而F1赛车方向盘转角都比较小，考虑到我们赛车的整体参数与卡丁车比较相似，我们参考卡丁车初选转向系角传动比为1:1，方向盘转40度，转向轮转40度。赛车静止状态与转向系有关的力如图2-10和2-11所示。图2-10考虑主销后倾角时受力式中ψ：赛道阻尼系数G：赛车质量图2-11为考虑主销倾时受力考虑到本次设计赛车主销倾角后倾角均为零。考虑到方向盘上的力268.7N太大，在减小方向盘力的同时，考虑到传动比太小转向灵敏度太高，不适于赛车手操作，故将传动比改为3.7，方向盘转110度，轮转30度。按选定传动比再次计算方向盘力为60N，满足要求。图2-10考虑主销后倾角是受力图2-11考虑主销倾时受力§2.7转向梯形机构的分析与选择§2.7.1转向梯形机构的选择转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有关。无论采用那一种方案，都必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。由于我们赛车采用的是独立悬架，所以转向梯形需采用与此对应的断开式转向梯形，其主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮。§2.7.2断开式转向梯形参数的确定横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。采用双横臂独立悬架时，常用图解法（基于三心定理）确定断开点的位置。求法如2-12图2-12断开点的确定1、延长KBB与KAA，交于立柱AB的瞬心P点，由P点作直线PS。S点为转向节臂球销中心在悬架杆件（双横臂）所在平面上的投影。当悬架摇臂的轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析;2、延长直线AB与KAKB，交于QAB点，连PQAB直线;3、连接S和B点，延长直线SB;4、作直线PQBS，使直线PQAB与PQBS间夹角等于直线PKA与PS间的夹角。当S点低于A点时，PQBS线应低于PQAB线;5、延长PS与QBSKB，相交于D点，此D点便是横拉杆铰接点（断开点）的理想位置。以上是在前轮没有转向的情况下，确定断开点D的位置的方法。此外，还要对车轮向左转和向右转的几种不同工况惊进行校核。图解方法同上，但S点的位置变了；当车轮转向时，可以认为S点沿垂直于主销中心线AB的平面上画弧（不计主销后倾角）。如果这种方法所得到的横拉杆长度在不同转角下都相同或十分接近，则不仅在汽车直线行驶是，而且在转向时，车轮的跳动都不会对转向产生影响。双横臂互相平行的悬架能满足此要求，如图2-12a、c所示。[2]§2.7.3转向系外轮转角的关系的确定齿轮齿条式转向系的结构如图2-13所示，转向轴1的末端与转向器的齿轮轴2直接相连或通过万向节轴相连，齿轮2与装于同一壳体的齿条3啮合，外壳则固定于车身或车架上。齿条通过两端的球铰接头与两根分开的横拉杆4、7相连，两横拉杆又通过球头销与左右车轮上的梯形臂5、6相连。因此，齿条3既是转向器的传动件又是转向梯形机构中三段式横拉杆的一部分。图2-13转向系统结构简图1、转向轴2、齿轮3、齿条4、左横拉杆5、左梯形臂6、右梯形臂7、右横拉杆我们的齿轮齿条式转向器布置在前轴后方，安装时，齿条轴线与汽车纵向对称轴垂直，而且当转向器处于中立位置时，齿条两端球铰中心应对称的处于汽车纵向对称轴的两侧。我们赛车，轴距L、主销后倾角β以及左右两主销轴线延长线与地面交点之间的距离K，齿条两端球铰中心距M，梯形底角γ，梯形臂长L1以及齿条轴线到梯形底边的安装距离h。则横拉杆长度L2壳由下式计算转动转向盘时，齿条便向左或向右移动，使左右两边的杆系产生不同u的运动，从而使左右车轮分别获得一个转角。以汽车左转弯为例，此时右轮为外轮，外轮一侧的杆系运动如图2-12所示。设齿条向右移动某一行程S，通过右横拉杆推动右梯形臂，使之转角。取梯形右底角顶点O为坐标原点，X、Y轴方向如图2所示，则可导出齿条行程S与外轮转角的关系：（2-2）图2-15轮一侧杆系运动情况图2-14外轮一侧杆系运动情另外，由图2-14可知：而（2-3）而轮一侧的运动则如图2-15所示，齿条右移了相同的行程S，通过左横拉杆拉动右梯形臂转过θi，取梯形左底角顶点O1为坐标原点，X、Y轴方向如2-15所示，则同样可导出齿条行程S与轮转角θi的关系，即：(2-4)(2-5)因此，利用公式（2-2）便可求出对应于任一外轮转角θ0的齿条行程S，再将S代人公式（2-5）即可求出相应的轮转角θi。把公式（2-2）和（2-5）结合起来便可将θi表示为θ0的函数，记作：反之，也可利用公式（2-4）求出对应任一轮转角的齿条行程S，再将S代入公式（2-3）即可求出相应的外轮转角。将公式（2-4）和（2-3）结合起来可将表示为的函数，记作：通过计算得：§2.7.4MATLAB外轮转角关系曲线部分程序sita20=0.0001fori=1:50D2R=pi/180sita21=atan(1/(1/tan(sita20)-1200/1650))angles1(i,1)=sita20/D2Rangles1(i,2)=sita21/D2Rsita20=sita20+D2Rendplot(angles1(:,1),angles1(:,2))axis([030030])xlabel('inputangles(degrees)')ylabel('solvedangles(degrees)')holdonr=66*pi/180h=50k=1100M=730sita0=0L1=40L2=(((k-M)/2-L1*cos(r))^2+(L1*sin(r)-h)^2)^0.5D2R=pi/180fori=1:50……sita0=sita0+D2Rendplot(angles(:,1),angles(:,2))axis([030030])xlabel('inputangles(degrees1)')ylabel('solvedangles(degrees1)')图2-16MATLAB绘制的外论转角关系曲线第三章转向系主要性能参数§3.1转向器的效率功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号η+表示，η+=(P1—P2)／Pl；反之称为逆效率，用符号η-表示，η-=(P3—P2)／P3。式中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在转向摇臂轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求正效率高。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手又要求此逆效率尽可能低。§3.1.1转向器的正效率η+影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。1、转向器类型、结构特点与效率在前述四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支持轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承等三种结构之一。第一种结构除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故这种转向器的效率ly+仅有54％。另外两种结构的转向器效率，根据试验结果分别为70％和75％。转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约10％。2、转向器的结构参数与效率如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算（3-1）式中，αo为蜗杆(或螺杆)的螺线导程角；ρ为摩擦角，ρ=arctanf；f为摩擦因数。§3.1.2转向器的逆效率η-根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神状态紧，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉；因此，现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算（3-2）式(3—1)和式(3—2)表明：增加导程角αo,正、逆效率均增大。受η-增大的影响，αo不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于摩擦角。通常螺线导程角选在8°～10°之间。§3.2传动比的变化特性§3.2.1转向系传动比转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力之比，称为力传动比，即ip=2Fw／Fh。转向盘转动角速度ωw与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向系角传动比iwo，即式中，dφ为转向盘转角增量；dβk为转向节转角增量；dt为时间增量。它又由转向器角传动比iw和转向传动机构角传动比iw′所组成，即iwo=iwiw′。转向盘角速度ωw与摇臂轴转动角速度ωK之比，称为转向器角传动比iw′,即式中,dβp为摇臂轴转角增量。此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。摇臂轴转动角速度ωp与同侧转向节偏转角速度ωk之比，称为转向传动机构的角传动比，即。§3.2.2力传动比与转向系角传动比的关系轮胎与地面之间的转向阻力和作用在转向节上的转向阻力矩之间有如下关系（3-3）式中，α为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。作用在转向盘上的手力Fh可用下式表示（3-4）式中，为作用在转向盘上的力矩；为转向盘直径。将式(3-3)、式(3-4)代入后得到(3-5)分析式(3-5)可知，当主销偏移距a小时，力传动比ip应取大些才能保证转向轻便。通常轿车的a值在0．4～0．6倍轮胎的胎面宽度尺寸围选取，而货车的d值在40～60mm围选取。转向盘直径根据车型不同在JB4505—86转向盘尺寸标准中规定的系列选取。如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，2／可用下式表示（3-6）将式(3-6)代人式(3-5)后得到（3-7）当α和不变时，力传动比越大，虽然转向越轻，但也越大，表明转向不灵敏。§3.2.3转向系的角传动比转向传动机构角传动比，除用=dβp/dβk表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长L2与摇臂臂长Ll之比来表示，即=dβp/dβki≈L2/Ll。现代汽车结构中，L2与L1的比值大约在0.85～1.1之间，可近似认为其比值为≈=dφ/dβ。由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比及其变化规律即可。§3.2.4转向器角传动比及其变化规律式(3-7)表明：增大角传动比可以增加力传动比。从=2Fw／Fh式可知，当Fw一定时，增大ip能减小作用在转向盘上的手力Fh，使操纵轻便。考虑到iwo≈iw，由iwo的定义可知：对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以“轻”和“灵”构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。下面介绍齿轮齿条式转向器变速比工作原理。根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即Pbl=Pb2。其中齿轮基圆齿距Pbl=πmlcosα1，齿条基圆齿距Pb2=πm2cosα2。由上述两式可知：当齿轮具有标准模数m1和标准压力角α1与一个具有变模数m2、变压力角α2的齿条相啮合，并始终保持m1cosαl=m2cosα2时，它们就可以啮合运转。如果齿条中部(相当汽车直线行驶位置)齿的压力角最大，向两端逐渐减小(模数也随之减小)，则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘每转动某同一角度时，齿条行程也随之减小。因此，转向器的传动比是变化的。图3-1是根据上述原理设计的齿轮齿条式转向器齿条压力角变化示例。从图中可以看到，位于齿条中部位置处的齿有较大压力角和齿轮有较大的节圆半径，而齿条齿有宽的齿根和浅斜的齿侧面；位于齿条两端的齿，齿根减薄，齿有陡斜的齿侧面。图3-1齿条压力角变化简图a）齿条中部齿b）齿条两端齿§3.3转向器传动副的传动间隙Δt§3.3.1转向器传动间隙特性传动间隙是指各种转向器中传动副(如循环球式转向器的齿扇和齿条)之间的间隙。该间隙随转向盘转角φ的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性(图3-2)。研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。图3-2转向器传动间隙特性直线行驶时，转向器传动副若存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，就能在间隙Δt的围，允许车轮偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。为防止出现这种情况，要求传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时(一般是10°～15°)要极小，最好无间隙。转向器传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙大到无法确保直线行驶的稳定性时，必须经调整消除该处间隙。调整后，要求转向盘能圆滑地从中间位置转到两端，而无卡住现象。为此，传动副的传动间隙特性，应当设计成在离开中间位置以后呈图7—16所示的逐渐加大的形状。图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性，曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙，曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。§3.3.2如何获得传动间隙特性循环球式转向器的齿条齿扇传动副的传动间隙特性，可通过将齿扇齿做成不同厚度来获取必要的传动间隙。即将中间齿设计成正常齿厚，从靠近中间齿的两侧齿到离开中间齿最远的齿，其厚度依次递减。如图3—3所示，齿扇工作时绕摇臂轴的轴线中心O转动。加工齿扇时使之绕切齿轴线O1转动。两轴线之间的距离n称为偏心距。用这种方法切齿，可获得厚度不同的齿扇齿。其传动特性可用下式计算(7-8)式中，αd为端面压力角；R为节圆半径；βp为摇臂轴转角；R1为中心O1到b点的距离；n为偏心距。图3-3确定齿扇齿切齿轴线偏移传动图3-4偏心距n不同时传副径向间隙△R及传动间隙△t的示意图动间隙△t的变化偏心距n不同，传动副的传动间隙特性也不同。图3—4示出偏心距n不同时的传动间隙变化特性。n越大，在同一摇臂轴转角条件下，其传动间隙也越大。一般偏心距n取0.5mm左右为宜。§3.4转向系传动比的确定考虑到赛车的特殊性，赛车运动由于速度较高方向盘转角不可能太大，所以我们初选方向盘转角为60度，综合转弯半径要求，我们初定轮胎转角位30度，因此转向系初定的传动比为1.5。由此传动比验算方向盘的力较大，我们参考其他学校的设计的设计，把方向盘转角改成110度，转向系传动比变为3.7。由于现代汽车转向传动机构的角传动比多在0.85~1.1之间，即近似为1。故研究转向系的角传动比时，为简化起见往往只研究转向器的角传动比及其变化规律即可。第四章齿轮齿条式转向器设计与计算§4.1转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的摩擦阻力等。精确地计算出这些力是困难的。为此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩MR(N·mm)。§4.1.1原地转向阻力矩MR的计算表4-1原地转向阻力矩MR的计算 设计计算和说明 计算结果 式中f——轮胎和路面间的滑动摩擦因数；G1——转向轴负荷，单位为N；P——轮胎气压，单位为。 f=1G1=1396.5p=0.179MR=41116.3§4.1.2作用在转向盘上的手力Fh表4-2转向盘手力的计算 设计计算和说明 计算结果 EQ式中——转向摇臂长,单位为mm；——原地转向阻力矩,单位为N·mm——转向节臂长,单位为mm；——为转向盘直径,单位为mm；——转向器角传动比；——转向器正效率。因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂，故、不代入数值。 =41116.3=255mm=3.67=90%=97.6N对给定的汽车，用上式计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载荷。§4.1.3转向横拉杆直径的确定表4-3转向横拉杆直径的计算 设计计算和说明 计算结果 ;; 取=10mm§4.1.4初步估算主动齿轮轴的直径表4-4主动齿轮轴的计算 设计计算和说明 计算结果 ;=140MPa 取=10mm§4.2齿轮齿条式转向器的设计§4.2.1齿条的设计齿条是在金属壳体来回滑动的，加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和转向摇臂，并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆，使前轮转向(图4-1）。图4-1齿条表4-5齿条的尺寸设计参数 序号 项目 符号 尺寸参数() 1 总长 730 2 直径 25 3 齿数 31 4 法向模数 2.5§4.2.2齿轮的设计齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向柱的转向轴相连。因此，转向盘的旋转使齿条横向移动以操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。表4-6齿轮的尺寸设计参数 序号 项目 符号 尺寸参数(mm) 3 齿数 18 4 法向模数 2.5 5 啮合角 20°§4.2.3转向横拉杆及其端部的设计转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中。转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧（见图4-2）。图4-2转向横拉杆外接头1-横拉杆2-锁紧螺母3-外接头壳体4-球头销5-六角开槽螺母6-球碗7-端盖8-梯形臂9-开口销表4-7转向横拉杆及接头的尺寸设计参数 序号 项目 符号 尺寸参数() 1 横拉杆总长 213 2 横拉杆直径 16 3 螺纹长度 30 4 外接头总长 120 5 球头销总长 62 6 球头销螺纹公称直径 M10×1 7 外接头螺纹公称直径 M10×1 8 接头总长 65.3 9 接头螺纹公称直径 M10×1§4.2.4齿条调整一个齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座和与壳体螺纹连接的调节螺塞之间连有一个弹簧。此调节螺塞由锁紧螺母固定。齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力，此预紧力会影响转向冲击、噪声及反馈（见图4-3）。图4-3齿条间隙调整装置注：转向反馈是由前轮遇到不平路面而引起的转向盘的运动。表4-8齿条调整装置的尺寸设计参数 序号 项目 符号 尺寸参数(mm) 1 导向座高度 20 2 弹簧总圈数 5.43 3 弹簧节距 7.92 4 弹簧外径 6.7083 9 转向器壳体总长/高 195/77§4.2.5转向传动比当转向盘从锁点向锁点转动，每只前轮大约从其正前方开始转动30°，因而前轮从左到右总共转动大约60°。若传动比是1:1，转向盘旋转1°，前轮将转向1°，转向盘向任一方向转动30°将使前轮从锁点转向锁点。这种传动比过于小，因为转向盘最轻微的运动将会使车辆突然改变方向。转向角传动比必须使前轮转动同样角度时需要更大的转向盘转角。3.667:1的传动比较为合理。在这样的传动比下，转向盘每转动3.667°，前轮转向1°。为了计算传动比，可将锁点到锁点过程中转向盘转角的度数除以此时转向轮转角的度数。§4.2.6齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值围多在2～3mm之间。主动小齿轮齿数多数在5～7个齿围变化，压力角取20°，齿轮螺旋角取值围多为9°～15°。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角，对现有结构在12°～35°围变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。主动小齿轮选用材料40CrC-N制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。§4.3齿轮轴和齿条的设计计算§4.3.1选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力1、选择材料及热处理方式小齿轮：40CrC-N共渗淬火、回火43—53HRC齿条：45调质处理229—286HBC2、强度校核（1）校核齿轮接触疲劳强度选取参数，按ME级质量要求取值；；，，故以计算查得：，，，；，，，则，齿轮接触疲劳强度合格（2）校核齿轮弯曲疲劳强度选取参数，按ME级质量要求取值；；；；；故以计算据齿数查表有：；；；。则§4.3.2初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1、选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案2、选择齿轮传动精度等级选用7级精度3、初选参数初选=6=31=1.2=0.7=0.9按当量齿数4、初步计算齿轮模数转矩90.2×0.32=14.432=14432闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。5、确定载荷系数=1，由,/100=0.00093,=1；对称布置，取=1.06；取=1.3则=1×1×1.06×1.3=1.3786、修正法向模数=2.047×=2.036圆整为标准值，取=2.5§4.3.3确定齿轮传动主要参数和几何尺寸1、分度圆直径==15.2312、齿顶圆直径3、齿根圆直径=15.231-2=15.231-2×0.625=13.9814、齿宽=1.2×15.231=18.277因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即。齿轮法面基圆齿距为齿条法面基圆齿距为取齿条法向模数为=2.55、齿条齿顶高=2.5×(1+0)=2.56、齿条齿根高=2.5(1+0.25-0)=3.1257、法面齿距=3.925§4.4齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析图4-4转向横拉杆的运动分析简图当转向盘从锁点向锁点转动，每只前轮大约从其正前方开始转动30°，因而前轮从左到右总共转动约60°。当转向轮右转30°，即梯形臂或转向节由绕圆心转至时，齿条左端点移至的距离为30°=81×cos30°=68.48=81-68.48=12.5230°=40==214.6=214.6-40=174.6=215-170.5=44.5同理计算转向轮左转30°，转向节由绕圆心转至时，齿条左端点E移至的距离为=80=192.9=20+192.9-193=44.1齿轮齿条啮合长度应大于即=44.5+44.1=88.6取L=100§4.5齿轮齿条传动受力分析若略去齿面间的摩擦力，则作用于节点P的法向力Fn可分解为径向力Fr和分力F，分力F又可分解为圆周力Ft和轴向力Fa。=2×14432/15.231=1895.1=700.4=334N§4.6齿轮轴的强度校核§4.6.1轴的受力分析1、画轴的受力简图。2、计算支承反力在垂直面上在水平面上3、画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧、右侧在垂直面上，a-a剖面左侧a-a剖面右侧合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧4、画转矩图转矩=1895.1×15.231/2=14432.1§4.6.2判断危险剖面显然，a-a截面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险剖面。§4.6.3轴的弯扭合成强度校核由《机械设计》[12]查得，，a-a截面左侧§4.6.4轴的疲劳强度安全系数校核查得,,；。a-a截面左侧查得,;由表查得绝对尺寸系数轴经磨削加工，查得质量系数β=1.0。则弯曲应力应力幅平均应力切应力安全系数查得许用安全系数[S]=1.3～1.5，显然S>[S]，故a-a剖面安全。图4-5转向轴校核分析图第五章转向梯形的优化设计§5.1目标函数的建立在不计轮胎侧偏时，实现转向轮纯滚动、无侧滑转向的条件是外轮转角有如图5-1所示的理想的关系，图5-1理想的、外轮转角关系即（5-1）式中T：计及主销后倾角β时的计算轴距T=L+r*tgβL：汽车轴距r：轮胎滚动半径由（5-1）式可将理想的轮转角θit表示为θot的函数，即（5-2）反之，取轮转角θi为自变量时，理想的外轮转角θot也可表示为θi的函数，即（5-3）而由转向梯形机构所提供的、外实际转角关系为前述的或，因此，转向梯形机构优化设计的目标就是要在规定的转角围使实际的（或外）轮转角尽量地接近对应的理想的（或外）轮转角。为了综合评价在全部转角围两者接近的精确程度，并考虑到最常使用的中小转角时希望两者尽量接近，因此建议用两函数的加权均方根误差σ作为评价指标。即：（5-4）或（5-5）两式中的加权因子、为：（5-4）、（5-5）两式是等价的，可根据具体情况取其中之一作为极小化目标函数。§5.2设计变量与约束条件对于给定的汽车和选定的转向器，转向梯形机构尚有梯形臂长、底角γ和安装距离h三个设计变量。其中底角γ可按经验公式先选一个初始值，然后再增加或减小，进行优化搜索。而及h的选择则要结合约束条件来考虑。§5.2.1保证梯形臂不与车轮上的零部件发生干涉要保证梯形臂不与车轮上的零部件（如轮胎、轮辋或制动底板）发生干涉，故要满足：Aoy-Aymin>0式中：Aoy:梯形臂球头销中心的Y坐标值（见图2-13），Aoy=cosγAymin：车轮上可能与梯形臂干涉部位的Y坐标值因cosγ-Aymin>0,所以可知当选定是γ的可取值上限为：（5-6）§5.2.2保证有足够的齿条行程来实现要求的最大转角要保证有足够的齿条行程来实现要求的最大转角。即有：式中：最大转角或所对应的齿条行程：转向器的许用齿条行程因所以由公式（5-1）或（5-3）可知：或一般来说{}的数值很小，故在估算齿条行程时刻略去不计，即可粗略地认为或所以当γ选定时，的可取值围为（5-7）或（5-8）（5-7）式和（5-8）式是等价的，使用时可根据具体情况任取其中之一作为约束条件。§5.2.3保证有足够大的传动角α要保证有足够大的传动角α。传动角α是指转向梯形臂与横拉杆所夹得锐角。随着车轮转角增大，传动角渐渐变小。而且对应于同一齿条行程，轮一侧的传动角αi总是比外轮一侧的传动角αo要小。由图2-12可知:由图2-13可知：最小传动角够在轮一侧，当达到回正大值时，也达到最大值，故此时为最小值。传动角过小会造成有效分力过小，表现为转向沉重或回正不良。对于一般平面连杆机构，为了保证机构传动良好，设计时通常使，但一般后置式转向梯形机构的都偏小。这是由于汽车正常行驶中多用小转角转向，约有80%以上的转角在以；即使是大转角转向，也是从小转角开始，而且速度较低，所以取时的轮一侧传动角作为控制参数。以作为约束条件，这样一般均能保证在时。转向器安装距离h对传动角的影响较大，h越小，也小，可获得较大的a。在选择h时应充分注意到这一点，但h过小造成横拉杆与齿条间夹角过大。由图2，图3可知：为保证传动良好，一般希望a，以此作为约束条件，即要满足联立不等式：由此可解得：EMBEDEquation.KSEE3因此在和的全部取值围，的最大值为1，的最小值为。所以h的可取值围为：由于转向器处于中立状态时(即时)，值较小，故可近似地认为：于是可得h的取值围：赛车系统速度高转向幅度小，因转弯引起的轮胎磨损并不严重，出于对整车质量的控制，以及车空间的要求，避免与车其他部件发生干涉，对优化后的参数进行修正。;;;第六章基于UG运动仿真的转向梯形设计与优化§6.1建立UG三维模型我们设计赛车转向梯形采用齿轮齿条后置梯型的结构,建立的3D数模见图6-1。理论转向节臂长度、梯形角,转向器相对轮心安装距离、转向拉杆断点(独立式悬挂系统)长度的初始值,可根据相关公式进行初步的设计取值,这些参数,将根据运动分析的结果进行不断调整,最终确定一个符合要求的值。因此,建立的数模,应该是参数化的,即用草图(Sketch)功能建模,使理论转向节臂长度、梯形角、转向器相对轮心的安装距离、两断点长度能够很方便地调整。用Curve功能建立左右主销轴线、左右转向轮、左右转向轮轴线数模;用SketchCurve功能建立左右理论转向节臂、左右转向横拉杆、转向器齿条数模。图6-1转向梯形数模图§6.2基于UG工程图模块的转向机动图根据赛车的整体参数以及我们设计转向系统转角关系以及阿克曼理论，分别画出以前外轮、前轮以及汽车纵向对称面的转弯半径，然后根据给定的赛道画出前外轮和后轮转向圆以及赛道圆，由于此次大赛赛道尚未确定，我们只对初定赛道外径检查车尾是否会撞到安全桩，如图6-4所示，由图可知赛车车尾不会撞到安全桩。图6-2转向机动图§6.3UG模型以及基于UG高级仿真的零部件校核采用UG参数化建模技术，建立可改性较高的转向三维模型，如图6-5、6-6,然后采用UG高级仿真功能，对建立的转向横拉杆模型进行画网格，并添加与实际相符的约束，施以与实际相符的外力，求解后处理后如图6-7所示，强度满足设计要求。图6-5转向机模型图6-6转向系统装配图图6-7转向横拉杆强度校核结果§6.4UG装配模型检查干涉问题首先我们将转向于悬架模型安装于车架上，总共装了三种状态，一种是原始状态，另外两种状态分别是轮胎上跳到最大位置时和轮胎向下跳动到最大位置时，装配效果如下图所示。图6-8原始状态图6-9轮胎上跳图6-10轮胎下跳从图中可以看到三种极限状态下，转向于悬架系统为发生干涉现象，能满足要求。第七章结论本次设计首先采用传统的设计方法设计赛车转向系统，然后尝试以UG软件为工具，探索出一整套新的较为快捷的转向系统设计方法。通过两种方法的尝试充分感受到新方法效率